汽輪機動靜碰磨原因分析及處理

浙江浙能紹興濱海熱電有限責任公司 浙江紹興 312073

1 事故情況

2019年2月18日,某熱電廠投產不足2 a的一臺EHNG71/63/160型50 MW級抽汽背壓式汽輪機,在停機20 d后啟動沖轉并網的過程中,因振動突然飆升至跳機值而停機,并網失敗。

經開缸檢查后,發現汽封齒動靜碰磨。轉子返汽輪機制造廠檢修,又發現大軸產生彎曲。

鑒于此次事故嚴重影響正常生產進度,并帶來較大的經濟損失,筆者針對此次事故進行分析總結,為今后類似機組的沖轉并網提供意見,避免類似事故發生。

該機組于2019年2月18日10:28進行首次沖轉,蒸汽溫度為524 ℃,蒸汽壓力為8.5 MPa。沖轉過程中參數記錄見表1。

2月19日02:20,汽輪機2號軸承X向振動開始加劇,從18 μm增大至41 μm。02:26,汽輪機負荷從32 MW降低至29.5 MW,2號軸承X向振動恢復至21 μm。

02:34,因主蒸汽參數上升,在閥門開度不變的情況下,汽輪機負荷上升至31.4 MW。02:40,汽輪機2號軸承X向、Y向振動值達到跳機值,緊急跳閘系統動作,機組跳閘。汽輪機停機惰走時間,即機組跳閘后由額定轉速慢慢降低至零轉速的時間為8 min,同型號機組正常停機惰走時間為30 min。

表1 沖轉過程參數記錄

機組停機時上缸溫為388 ℃,下缸溫為393 ℃,1號汽缸膨脹為14.8 mm,2號汽缸膨脹為14.2 mm,脹差為5.6 mm,1號軸承X向振動為29 μm,Y向振動為29 μm,2號軸承X向振動為132 μm,Y向振動為128 μm。

汽輪機跳機后惰走時間為8 min,對比最近一次惰走時間28 min,時間明顯偏短。

機組惰走結束后,盤車過程中轉子偏心值上下起伏,03:09為滿量程200 μm,03:32降至最低64.9 μm,03:59重新上升至滿量程200 μm。通過間隙電壓測量換算,目前轉子偏心數據約為370 μm。機組沖轉前轉子偏心數據為40 μm,轉子偏心數據嚴重大于沖轉前數據。機組轉子偏心數據見表2。

2 振動分析

該機組2019年2月18日沖轉過程中,缸溫、差脹、軸向位移等運行參數正常。2月19日02:40,機組2號軸承軸振通頻幅值大于135 μm,緊急跳閘系統保護動作,機組跳閘。

02:02,機組2號軸承X向運行平穩,軸振通頻幅值為24 μm,一倍頻幅值為20 μm,其它倍頻分量占比小。02:07,機組2號軸承X向軸振出現波動,通頻幅值為26 μm,一倍頻幅值為21 μm,二倍頻幅值為1.5 μm。2號軸承X向軸振三次小幅波動后,X向軸振二倍頻分量增大至5 μm。02:31,機組2號軸承X向通頻幅值增大至41 μm,一倍頻幅值為35 μm,二倍頻幅值為11 μm。機組減負荷后振動回落,通頻幅值降至23 μm,二倍頻幅值為12 μm,一倍頻幅值僅為9 μm。02:37后,2號軸承軸振快速增大,且振動以一倍頻為主。

表2 機組轉子偏心數據

2號軸承軸振幅值快速增大至跳機值的過程中,X向、Y向軸振通頻幅值的增大均由一倍頻幅值增大造成,一倍頻為振動主要分量,且一倍頻相位持續增大,可判斷為動靜碰磨。推測可能是機組并網時,在主蒸汽參數發生變化及后升負荷過程中,內側汽封與轉子的間隙變小,造成動靜碰磨。機組運行過程中,2號軸承X向軸振出現二倍頻分量,可能原因為轉動部件發生軸向碰磨[1-2]。

機組跳閘后,1號、2號軸承軸振繼續增大,轉速快于臨界轉速后,振動幅值回落。機組惰走過程持續8 min,較正常的停機惰走時間大幅縮短,就地可聽到異聲,判斷惰走過程中發生碰磨,使惰走時間縮短。

3 開缸檢查

2019年2月25日,對汽輪機軸頭跳動值進行手動測量,測得軸頭最大跳動值為0.24 mm,初步判斷轉子已產生塑性變形,于是決定對汽輪機進行開缸檢查[3]。汽輪機轉子于2019年3月2日順利起吊,現場檢查發現平衡活塞、前軸封等處發生動靜碰磨,左側汽封齒磨損嚴重,前內軸封處有過熱現象。對汽輪機進行開缸檢查,左側汽封齒磨損嚴重,如圖1所示。尤其是前汽封、平衡活塞和調節級葉頂位置,部分汽封齒出現倒伏、破損及脫落等現象。

圖1 左側汽封齒磨損

前內軸封處汽封體存在過熱痕跡。汽缸揭缸后,拆除前內軸封上半部分,發現前內軸封體中分面有明顯過熱痕跡,如圖2所示,且軸封體汽封齒嚴重磨損。

圖2 前內軸封體中分面過熱痕跡

轉子返回汽輪機廠后,對轉子彎曲進行了復測。測得轉子最大跳動值為0.22 mm,位于軸頭位置,前軸封和平衡活塞處彎曲分別為0.16 mm、0.19 mm。針對轉子彎曲情況,在汽輪機廠內對轉子進行外圓修整,對推力盤平面度和前軸頸跳動進行同步修整。

4 事故原因確認

導致本次沖轉時汽輪機轉子發生大軸彎曲的直接原因是汽輪機動靜碰磨,進一步分析,確認了汽輪機動靜碰磨的原因。

該型汽輪機組為雙層缸設計,高壓進汽持環內包含平衡活塞、調節級葉片及部分壓力級葉片,缸體較為龐大,且缸壁較厚,熱容量較大。機組采用座缸式閥門設計,順流結構。采用此種結構形式,高溫區域集中在汽缸上半部分,夾層流動換熱較弱,在高參數進汽情況下,如未充分考慮暖缸措施,加之間隙設置不合理,則汽缸容易出現拱背情況,導致動靜碰磨。根據廠家提供的使用說明書及運行實際情況,機組未充分暖缸。在冷態啟動過程中,如汽缸溫度場分布不均勻,則汽缸就會出現上拱現象,致使汽輪機動靜間隙超限[4-5]。

由于汽輪機廠家說明書中的啟動曲線不能滿足機組的啟動要求,因此汽輪機廠家派人至現場收集類似機組在啟機過程中的數據,依據機組實際運行情況,多次對啟動曲線進行修改,并出具新的啟動曲線。本次沖轉暖機完全符合汽輪機廠家給出的最新啟動曲線要求,且并網前的各項參數均符合汽輪機廠家提出的并網參數要求,但是仍然在并網后產生了振動超標的現象,主要原因是汽缸暖缸不充分,汽缸變形,最終表現為汽缸偏擺,汽輪機動靜間隙存在不規則增大或減小,導致動靜碰磨[6-7]。

機組采用外缸座缸式閥門設計,管道受力點較高,對汽缸的接口力和力矩提出了更高的要求。主蒸汽管道熱膨脹產生的附加力和力矩容易大于汽缸所能承受的許用范圍,最終導致汽缸相對轉子向爐側偏擺,汽輪機動靜間隙超限[8]。

該型號汽輪機的滑銷系統剛性不足,汽缸抵抗外力干擾的能力較差。其中,汽輪機的縱向導向是由近1號軸承處的縱銷和與安裝在汽缸上的調整組件配合來實現的,如圖3所示。機組的絕對死點為分布在2號軸承處的偏心定位導柱,通過偏心定位組件實現汽缸與固定的后軸承座完全限位,如圖4所示,滑銷系統總體剛度較弱。

熱電廠組織人員至大連某公司對該汽輪機廠家后期生產的同級機組進行實地考察,發現這一滑銷系統相較于熱電廠現有機組已進行設計更改,設計更改后的滑銷系統更加穩定,前后滑銷系統采用相同形式,為插片結構,并增加了橫銷和墊片,如圖5所示。

圖3 汽輪機縱向導向

圖4 汽輪機限位

圖5 設計更改后滑銷系統

5 整改措施及注意事項

導致汽輪機偏擺的原因可能為機組整體受熱不均,以及機組缺乏有效暖缸手段,使啟動過程中汽缸溫度場分布不均勻,同時缺乏足夠有效的監視手段,導致汽輪機沖轉困難。

該汽輪機沖轉過程中并無有效監控手段確認機組振動和相位角的變化與汽缸溫度場分布有關,但是在多次啟動過程中發現,機組暖機時間越長,上下缸溫、左右缸溫越接近運行溫度,機組各參數越穩定。在多臺機組的實際啟動操作中,總結出沖轉暖機、停機悶缸以控制動靜部件間差脹和汽缸膨脹的啟動方式[8-9]。

在該機組的暖機過程中,汽輪機處于3 000 r/min轉速時,排汽溫度持續升高,無法長時間保持在3 000 r/min轉速的高速暖機狀態。在事故處理后,通過與汽輪機廠家充分溝通,明確再次啟動過程中機組排溫應保持在345 ℃以下,3 000 r/min高速暖機時間大約可保持6 h。

根據本次汽輪機沖轉經驗,在機組并網后應維持10 MW負荷暖機,確保機組上下缸溫高于400 ℃,且上下缸溫和左右缸溫差值小于50 ℃,這樣方能繼續增大負荷,且負荷不宜增大過快。

沖轉前轉子偏心值與原始值相比,偏差量應不大于20 μm。

沖轉、暖缸過程中,汽輪機任意一個軸承的軸振值出現持續上升至50 μm時,必須停機。查明原因并處理,連續盤車4 h后再次啟動,設置40 μm報警值。基于該機組多次啟動經驗,可以明確50 μm振動值是保護汽輪機轉子的有效手段,在沖轉過程中應以該振動值作為汽輪機沖轉過程中存在異常的有效監視手段[10]。

機組并網后,進行背壓切換時,控制機組排汽溫度變化應不高于10 ℃/min,并加強軸位移、推力瓦溫和振動的監視。

停機后按照廠家規定嚴格執行悶缸要求,投入連續盤車,監視上下缸溫差小于50 ℃,轉子偏心值恢復至初始狀態。

6 結束語

通過分析可知,發生動靜碰磨的汽輪機組,其滑銷系統剛度不足。針對相同型號機組所設計的滑銷系統,后續產品均進行了優化改進,以消除外力對汽缸偏擺造成的影響。對于目前熱電廠正在運行的機組,暫時無法對滑銷系統進行升級改造,可在后續機組停機檢修工作中逐步優化改進,以提高滑銷系統的剛性。在事故處理中,通過分析總結沖轉過程中的暖機經驗,解決機組存在的暖缸過程中溫度場不均勻問題。